毕业设计（论文）-齿轮驱动行走机构的传动装置设计(含全套CAD图纸)

优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763目录摘要1ABSTRACT2第一章绪论311课题背景及意义312国内外研究及发展现状3121国内起重机研究及发展4122国外起重机的研究及发展4第二章总体设计621设计要求6211内容要求6212设计参数要求622方案设计6221设计的基本原则和要求6222机构传动方案7第三章设计计算831轮压计算8311大车最大轮压（满载）8312大车最小轮压（满载）8313大车最大轮压（空载）8314大车最小轮压（空载）832电动机的选择8321运行阻力的计算8322确定电动机1033减速器的计算与设计10331传动比的分配11332减速器各轴的传递功率、转速、转矩11333高速级齿轮的计算12优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763334中速级齿轮的计算17335低速级齿轮的计算22336齿轮的结构形式2734减速器轴及轴承装置、键的设计27341轴1的设计27342轴2的设计30343轴3的设计3335滚动轴承及键的校和计算寿命36351输入轴的轴承36352输入轴的键36353轴2的轴承36354轴2的键38355输出轴的轴承38356输出轴的键3936减速器箱体及其附件4037制动器的选择4138缓冲器的选择41结论43参考文献44致谢45优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763摘要起重机是一种工作性能比较稳定，工作效率比较高的起重机。随着我国制造业的发展，起重机越来越多的应用到工业生产当中。在工厂中搬运重物，机床上下件，装运工作吊装零部件，流水在线的定点工作等都要用到起重机。本文在查阅相关文献的基础上，综述了起重机的开发和研究成果。首先，确定了行走机构的传动方案为闭式齿轮传动，电动机与减速减速器直接连接，减速器在在小车中间的运行机构；其次通过对行走机构部分的总体设计计算，以及电动机、联轴器、缓冲器、制动器等的计算和选用；运行机构的减速器的设计计算和零件的校核计算及结构设计，完成了行走机构这一重要机构机械部分的设计。通过这一系列的设计，满足了起重量达到32T的要求，并且行走机构结构简单，拆装方便，易于维修。设计中参考了许多相关数据，运用多种途径，利用现有的条件来完成设计。本次设计通过反复考虑多种设计方案，认真思考，反复核算，力求设计合理通过采取计算机辅助设计方法以及参考他人的经验，力求有所创新通过计算机辅助设计方法，绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能，力求设计高效。关键词起重机，行走机构，齿轮优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763ABSTRACTCRANEISARELATIVELYSTABLEPERFORMANCE,HIGHEFFICIENCYOFTHECRANEWITHTHEDEVELOPMENTOFCHINASMANUFACTURINGINDUSTRY,MOREANDMOREAPPLICATIONSCRANETOWHICHINDUSTRIALPRODUCTIONHEAVYLIFTINGINTHEFACTORY,THEMACHINEDOWNPIECES,SHIPPINGWORKLIFTINGPARTSWATERLINEDESIGNATEDTOBEUSEDINCRANESANDOTHERWORKBASEDONTHEAVAILABLELITERATUREONTHEREVIEWOFTHEDEVELOPMENTANDRESEARCHOFCRANESFIRST,MAKESURETHETRANSMISSIONSCHEMEFORTRAVELAGENCIESENCLOSEDGEARDRIVES,MOTORANDGEARREDUCERDIRECTLYCONNECTED,INTHECARINTHEMIDDLEOFTHEREDUCERRUNINSTITUTIONSSECONDLYWALKINGTHROUGHTHECALCULATIONOFPARTOFTHEOVERALLDESIGN,ASWELLASMOTORS,COUPLINGSCALCULATION,BUFFERS,BRAKESANDSELECTIONCHECKINGCALCULATIONANDSTRUCTURALDESIGNCALCULATIONSANDDESIGNOFPARTSREDUCERRUNINSTITUTIONS,COMPLETEDTHISIMPORTANTBODYPARTOFTHEMECHANICALDESIGNOFTHEWALKINGMECHANISMTHROUGHTHISSERIESISDESIGNEDTOMEETTHEREQUIREMENTSFROMTHEWEIGHTREACHES32TANDRUNNINGGEARSTRUCTUREISSIMPLE,EASYACCESSIBILITY,EASEOFMAINTENANCEINREFERENCETOANUMBEROFRELATEDDESIGNDATA,USINGAVARIETYOFWAYSTOUTILIZETHEEXISTINGCONDITIONSTOCOMPLETETHEDESIGNTHEDESIGNBYREPEATEDLYCONSIDERINGAVARIETYOFDESIGNS,CAREFULTHOUGHT,REPEATEDACCOUNTING,SEEKSRATIONALDESIGNTHROUGHTHEADOPTIONOFCOMPUTERAIDEDDESIGNMETHODS,ANDTHEEXPERIENCEOFOTHERS,ANDSTRIVETOBEINNOVATIVETHROUGHCOMPUTERAIDEDDESIGN,GRAPHICSANDDESIGNCALCULATIONSAREFULLYPOWERFULCOMPUTERTOPLAYAUXILIARYFUNCTIONS,ANDSTRIVETODESIGNEFFICIENTKEYWORDSCRANE,RUNNINGGEAR,GEAR优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763第一章绪论11课题背景及意义起重机是架设在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称为天车。起重机的桥架沿着铺设在两侧的高架轨道纵向运行，起重小车沿着铺设在桥架上的轨道横向运行，构成覆盖一定面积的工作区域，这样可以充分利用桥架下面的空间吊运、装卸货物，不受地面设施、货物的阻碍。起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、机场、港口和露天货物场所等处。二十世纪以来，随着钢铁、机械制造业和铁路、港口、航空运输及交通业的的发展，大大的促进了起重运输机械行业的发展。对起重运输机械的性能也提出了更高的要求。现代起重运输机械担当着繁重的货物搬运任务，是工厂、港口、货运铁路等工作部门实现货物搬运、装卸现代化、机械化的关键。因而起重机的金属结构都用质量可靠的钢材制造，并用焊接代替铆接，不但简化机构，缩短了制造时间，而且大大地减轻了自身的重量，焊接结构是现代金属结构的特征。我国是应用起重机械最早的国家之一，我们的祖先采用杠杆搬运石料建造城墙，就是利用起重设备节省人力、装卸货物的例子。几千年的封建统治和近代革命战争的影响，我国工业基础薄弱，自行设计制造的起重机械很少，绝大多数起重运输机械需要依靠进口。新中国成立以来，随着冶金、钢铁工业的发展，起重运输机械也获得了很好的发展，全国刚解放就建立了全国最大的大连起重机械厂，1949年10月，在该厂试制成功我国第一台起重量为50吨，跨度为225M的起重机。为培养起重运输机械专业的人才，多所高等工业学校，创办了起重运输机械专业。到目前为止，我国通用门式起重机和工程起重机已摆脱了仿制进口，完全有能力设计制造各种大型先进的起重设备。无论从结构形式，还是性能指针都达到世界领先水平。我国起重运输机械行业从新中国成立后开始建立并逐步发展壮大，并已形成了各种类型的产品范围和庞大的企业群体，服务于国家经济各个行业。改革开房以来，随着我国经济的快速发展，我国的起重运输机械制造业也取得了长足的进步。目前起重机械销售应用市场的前景非常广阔，2011年度起重运输机械行业销售额达到2730亿元，“十一五”期间平均每年超过15，20112年度市场依然保持着持续增长的态势。70年代以来，起重机的类型、规格、性能和技术水平都获得了极大的发展，除了满足国内经济建设对起重机日益增长的需要外，还向国外出口各种类型的高性能、高水平的起重机。由此可见，起重机的设计制造，也能从一个方面反映出一个国家优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763的工业现代化水平。12国内外研究及发展现状起重机作为一种古老的机械，时至今日，在其承载方式、驱动装置、取物机构、控制方法及安全等方面上都有了完善的发展，其设计理念、制造工艺、检测方法等都日趋规范、完善，已经成为安全可靠的机械。随着生产力发展，起重机的种类、形式也需要相应地发展和创新，性能也需要不断加强与完善。随着现代化设计方法的建立，以及计算机辅助设计等现代设计手段的广泛应用，起重机设计理念和方法得到了进一步的发展，其它技术领域和相邻工业部门不断取得的新科技成果在起重机上不断的渗透、推广应用等，使得起重机的各方面都不断地发得到展。因此，起重机向现代化、智能化、数字化、更安全可靠方便的方向不断发展。121国内起重机研究及发展加入世贸组织后，虽然国内市场特别是配件将受到较大冲击，但同时也给我们带来了大量的新技术，使国内主要起重机械生产企业更深刻认识到差距，更深刻地了解国产起重机械存在的致命问题，引导主要起重机械设备生产企业的进行进一步的技术创新。随着机械起重产品十多年来随着技术的引进、消化、吸收，有了长足的进步，产品性能、可靠性、外观都有较大幅度的改善和提升，但同国外同类型产品比较来看，仍然存在较大差距，就工程起重机而言，今后的发展主要表现在如下几个方面（1）整机性能，随着先进技术和新型材料的应用，同种型号的产品，整机重量将要比现在轻15左右。随着结构分析应用和先进设备的使用，使得起重机的结构形式更加合理（2）高性能、高可靠性的配件，零部件选择范围大、适应性能好，使得起重机性能得到充分发挥（3）智能数字控制显示系统的推广应用和电液比例控制系统的广泛应用（4）完善操作方法，使得起重机更方便、舒适、安全（5）向吊重量大、起升高度、幅度更大的大吨位方向发展。122国外起重机的研究及发展（1）重点产品大型化，高速化和专用化。由于工业生产规模不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料将卸搬运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速起重机的需求量不断增长，起重量越来越大，工作速度越来越高，并对能耗和可靠性提出更严格的要求。目前世界上最大的履带起重机起重量3000T，最大的起重机起升重量200T，集装箱岸连装卸桥小车的最大运行速度已达350M/MIN，堆垛起重机级最大运行速度240M/MIN，垃圾处优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763理用起重机的起升速度达100M/MIN。（2）系列产品模块化、组合化和标准化用模块化设计代替传统的整机设计方法，将起重机上功能基本相同的构件、部件和零件制成有多种用途的标准件，有相同连接方法和可互换的标准模块，通过不同模块的相互组合，形成不同功能和规格的起重机。（3）通用产品小型化、轻型化和多样化绝大部分的起重机是在通用的场合使用，工作重量不是很重。这类起重机生产批量大、用途广，考虑到综合效益，要求起重机重量降低高度，简化结构，减小自重和轮压，使得整体建筑物高度下降，建筑结构轻型化，降低造价，降低成本。（4）产品性能自动化、智能化和数字化起重机的更新和发展，在很大程度上取决于电气传动控制系统的发展。将机械技术和电子技术相结合，将先进的计算机技术、电子技术、电力技术、光缆技术、液压技术、模糊控制技术等技术应用到机械的驱动和控制系统，实现起重机的自动化和智能化。大型高效起重机新一代电气控制装置已发展为全电子数字化控制系统。（5）产品组合成套化、集成化和柔性化在起重机单机自动化的基础上，通过计算机把各种起重运输机械组成一个物料搬运集成系统，通过中央控制室的控制，与生产设备有机结合，与生产系统协调配合。（6）产品构造新型化、美观化和实用化结构方面采用薄壁型材和异形钢、减少结构的拼接焊缝，提高抗疲劳性能。采用各种高强度低合金钢新材料，提高承载能力，改善受力条件，减轻自重和增加外形美观。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763第二章总体设计21设计要求211内容要求本课题要求完成起重机齿轮驱动行走机构的传动装置设计。起重机在港口的重要大型机械装备在港口货场得到广泛使用。行走机构的组成可以分为行走支承装置、行走驱动装置和行走安全装置三部分。行走支承装置包括均衡梁、车轮、销轴等。行走驱动装置包括电动机、制动器、减速装置等。行走安全装置包括夹轨器、防止起重机碰撞的缓冲器及行走限位器等212设计参数要求项目单位性能参数要求主钩T32起重量副钩T5主钩M12000起升高度副钩M14000主钩M/MIN78起升速度副钩M/MIN156大车M/MIN75运行速度小车M/MIN371工作级别A5供电电源三相交流380V50HZ环境温度3040大车轨道型号38KG/M工作环境室外作业优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976322方案设计221设计的基本原则和要求行走机构的设计通常和桥架的设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行，一般的设计步骤1）确定桥架结构的形式和行走机构的传方式2）布置桥架的结构尺寸3）安排行走机构的具体位置和尺寸4）综合考虑二者的关系和完成部分的设计对行走机构设计的基本要求是1）机构要紧凑，重量要轻2）和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置3）尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度4）维修检修方便，机构布置合理222机构传动方案行走机构传动方案，基本分为两类主要分为集中驱动和分别驱动。集中驱动又分为高速和低速两种。高速集中驱动的行走机构，由电动机通过制动轮与联轴器、传动轴直接连接，减速器安装在主梁走台的两端。采用这种运行机构传动方案的传动轴转速较高，传递转矩小，而传动轴和轴系零件尺寸也较小、传动机构的重量轻。低速集中驱动的行走机构，由电机通过制动轮直接与减速器联接，减速器安装在主梁走台的中间。采用这种传动方案传动轴转速低，比较安全，但传动轴转矩大，因而一些零件的尺寸较大，使得整个机构较重。分别驱动是在起重机上装两套相同，但互不相连的驱动装置。其特点是省去了传动轴而使运行机构自重减轻，由于分组性能好，使得安装和维护保养都很方便。分别传动和集中传动，起重机常用的跨度（10532M）范围均可用分别传动的方案本设计采用分别传动的方案。双梁起重机的桥架，起重量在5至50吨范围内一般均由四个车轮支承，其中两个车轮为主动车轮，主动动车轮由行走机构分别驱动。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605动机；2制动器；3传动轴；4高速轴齿轮联轴器；5减速器；6低速轴齿轮联轴器；7车轮图21行走机构简图第三章设计计算31轮压计算参考同类型规格相近的起重机，可认为主钩中心线至端梁两端主、从车轮中心线距离相等，主钩中心线离端梁中心线最小距离（极限尺寸）15米。1I311大车最大轮压（满载）LIGQGP241MAX）（小车起小车总满式中总起重机总重，总32000公斤；小车小车自重，小车7500公斤；起Q起升载荷，起32000公斤；L桥架跨度，L195米；1I吊钩中心线至端梁中心线的最小距离，1I15米。KG524718625025197032475032MAX满P312大车最小轮压（满载）优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763KGP78251903475032MAX满313大车最大轮压（空载）103457MAX空314大车最小轮压（空载）KGP6525190475032MIN空32电动机的选择321运行阻力的计算坡摩静P静起重机运行静阻力；摩起重机运行摩擦阻力；坡起重机在有坡度的轨道上运行时须克服的由起重机重量分力引起的阻力。起重机满载运行时的最大摩擦阻力附轮起总摩满）（KDQGPD2总起重机总重，总325T；起起升载荷重量，起325T；K滚动摩擦系数，K009CM；轴承摩擦系数，002；附附加摩擦阻力系数，附K15；轮D车轮直径，轮D70CM；D轴承内径，D12CM。KG475170292105323）（摩满P起重机满载运行时最大坡度阻力坡起总坡满）（KG式中坡坡度阻力系数，坡0001；GPK65015323）（坡满优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763起重机满载运行时最大静阻力KGP54167坡满摩满坡满起重机空载运行时最小摩擦阻力轮总摩空）（DDKG200吊具重量，07T；KG198675323）（摩空P起重机空载运行时坡度阻力3030）（坡总坡空KG起重机空载运行时静阻力KGP2198坡空摩空静空322确定电动机满载运行时电动机的静功率MVN6120大车静满静P起重机满载运行时的静阻力，P541KG；大车V大车运行速度，大车V75M/MIN；行走机构传动效率，087；M电动机个数，M2。KWN813706154静选电动机静电K式中电电动机起动时为克服惯性的功率增大系数；当，取电K2；920附轮DDFN2381762KW查电动机产品目录选择YZR160M26型电动机，功率N75KW，转速N940转/分，转子飞轮矩，最大扭矩倍数3。3082电G2MKG优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763323验算电动机发热条件等效功率314KWGNS162780式中G由文献2表711查得行走机构其可取08；由此可知，故初选电动机发热条件通过。EZ33减速器的计算与设计331传动比的分配（1）速比总传动比大车轮轮VDNI其中大车V大车运行速度，大车75M/MIN；N电动机转速，940N/MIN；轮D大车车轮直径，轮08M；MIN/8529014537R大车轮829I传动比的分配由于减速器选用的是三级斜齿圆柱立式减速器，所以传动比的分配为。令，410低中高II中高II31低中I31计算得到，高6中42低表33总传动比及其分配总传动比I高速级传动比1I中速级传动比2I低速级传动比3I10041316243332减速器各轴的传递功率、转速、转矩转动惯量KWP57电动机MIN/940R2038KGM（1）各轴的输入功率K257电动机优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763KWP98560425712齿滚729863齿滚134齿滚KP0690135联滚（2）各轴的转速MIN/9401RNIN/27912RII/56323INMIN/894734RI（3）各轴的输入扭矩NNPT437590259011M98622NNPT057295033M48196344333高速级齿轮的计算，KWP2571IN/901RN14NT4375材料大小齿轮选用的材料为，并经过调质和表面淬火，硬度为CRHRC48闭式传动，精度7级，初选材料螺旋角使用期6年，每年工作300天，12每天8小时。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763（1）选用小齿轮齿数，得，取。201Z820142IZ82Z（2）由公式3211HDETTUTKD试选载荷系数。6T小齿轮传递扭矩。MNT1043751由表1075取齿宽系数。8D由表1065查得，材料的弹性影响系数。2/189MPAZE由图10305选取区域系数。4502H由图10265查得760186421由图1021E5查得，大小齿轮。MPAHLIMI1021应力循环系数811360894660HLJNN8123I由图10195查得接触疲劳寿命系数901HNK9802HN计算疲劳许用应力取失效率为1，安全系数S1。MPASHLIMNH10292011KI78822许用接触应力PAHH104521021，取23M优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763（3）计算32112HDETTUZTKM65304568081975432）（计算圆周速度SNDVT/7131计算齿宽及模数NTMDBT5281MZMTNT7410COS63COS1HNT92252MB687943计算载荷系数K查表1025得51A根据，7级精度，由图1085查得动载系数SV/081VK由表1045查得，6级精度242305160012532BKDH考虑齿轮为7级精度，取94HK由图10135查得2F假设，由表1035查得MNBKTA1021FHK562941085HVA计算纵向重合度073331801TGZD优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605T3TKM4615263计算模数NMZDN0321COS46COS1（4）按齿轮弯曲强度计算321COSFDSANZYKTM计算载荷系数40851FVAK根据纵向重合度，从图10285查得螺旋角影响系数2790Y计算当量齿数312COS0331ZV687332V查取齿形系数由表1055查得7921FY142F查取应力校正系数由表1055查得5S83SY计算弯曲疲劳许用应力由图1020D5查得MPAFE6201由图10185查得弯曲疲劳寿命系数861FNK902FN取弯曲疲劳安全系数S14PASKFENF57304162801M19822计算大小齿轮的，并加以比较。FSY优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或13041397630135873921FSY98542FS小齿轮的数值大321COSFDSANZYKTMM8921640803512CS9754232对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度N计算的法面模数相差不大，取标准值，取分度圆直径。N2MD461取7021COS46COS1NMDZ1Z取812I862（5）几何尺寸计算计算中心距MMZAN39102COS7COS21取0按圆整后中心距修正螺旋角412307ARCOS2ARCOS1ZN角改变不多，故参数不必修正。HZK,计算大小齿轮的分度圆直径MMZDN184321COS1N7682计算齿宽优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763MDB5431801圆整后B520验算NDTFT753491871MBKTA/03549所以，满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。（6）齿轮尺寸表序号名称符号计算公式及参数选择1法相模数NM22螺旋角4133分度圆直径12,D876,4齿顶高AHM25齿根高F56全齿高H47顶隙CM08齿顶圆直径12,AD821,79齿根圆直径F,310齿宽21,B5,4011中心距A110MM334中速级齿轮的计算，KWP98562MIN/2792RN1632MNT9520材料大小齿轮选用的材料为，并经过调质和表面淬火，硬度为C40HRC4闭式传动，精度7级，初选材料螺旋角使用期6年，每年工作300天，12优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763每天8小时。（1）选用小齿轮齿数，得，取193Z0461934ZI604Z（2）由公式322HDETTUTKD试选载荷系数。61TK小齿轮传递扭矩。MNT09523由表1075取齿宽系数。8D由表1065查得，材料的弹性影响系数。2/189MPAZE由图10305选取区域系数。4502H由图10265查得70376413由图1021E5查得，大小齿轮MPAHLIMI1043应用循环系数8236082796060HLJNN7241I由图10195查得接触疲劳寿命系数9803HNK4HN计算疲劳许用应力取失效率为1，安全系数S1MPASHLIMNH1078980333KI2444许用接触应力PAHH140178243优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763，取4231HMPAH14（3）计算322HDETTUZTKDM64531463800899561322）（计算圆周速度SNDVT/07623计算齿宽及模数NTMDBT9142653803MZMTNT76COSCOS3HNT2152B9164计算载荷系数K查表1025得5A根据，7级精度，由图1085查得动载系数SMV/380041VK由表1045查得，6级精度287230516012532BKDH考虑齿轮为7级精度，取971HK由图10135查得4F假设，由表1035查得MNBKTA1021FHK482971045HVA计算纵向重合度308331803TGZD优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976364533TTKDM64128计算模数NMZDN17392COS641COS3（4）按齿轮弯曲强度计算323COSFDSANZYKTM计算载荷系数14105FVAK根据纵向重合度，从图10285查得螺旋角影响系数97390Y计算当量齿数201COS33ZV64334V查取齿形系数由表1055查得8423FY172F查取应力校正系数由表1055查得51S804SY计算弯曲疲劳许用应力由图1020E5查得MPAFE62043由图10185查得弯曲疲劳寿命系数93FNK9504FN取弯曲疲劳安全系数S14PASKFENF571841620933M4544计算大小齿轮的，并加以比较。FSY优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976301975398423FSY28714FS小齿轮的数值大323COSFDSANZYKTMM9826419800172COS5132对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度N计算的法面模数相差不大，取标准值，取分度圆直径。MN3MD6413取09231COS64COS3NMDZ203Z取20134I64（5）几何尺寸计算计算中心距MMZAN2817COS238COS243取18按圆整后中心距修正螺旋角4312569ARCOS2ARCOS43ZN角改变不多，故参数不必修正。HZK,计算大小齿轮的分度圆直径MMZDN69143COS203N64计算齿宽优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763MDB354961803圆整后B54验算NDTFT65943261203MBKTA/8594所以，满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。（6）齿轮尺寸表序号名称符号计算公式及参数选择1法相模数NM32螺旋角413分度圆直径12,D9,64齿顶高AHM35齿根高F756全齿高H67顶隙CM08齿顶圆直径12,AD312,979齿根圆直径F86,5410齿宽21,B0,11中心距A128MM335低速级齿轮的计算，KWP57263MIN/5721RN432MNT098651材料大小齿轮选用的材料为，并经过调质和表面淬火，硬度为C0闭式传动，精度7级，初选材料螺旋角使用期6年，每年工作HRC48300天，每天8小时。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763（1）选用小齿轮齿数，得，取215Z03512466ZI516Z（2）由公式3251HDETTUTKD试选载荷系数61TK小齿轮传递扭矩MNT098533由表1075取齿宽系数D由表1065查得，材料的弹性影响系数2/189MPAZE由图10305选取区域系数4502H由图10265查得7057616由图1021E5查得，大小齿轮MPAHLIMI1065应力循环系数7352308246060HLJNN3614I由图10195查得接触疲劳寿命系数5HNK26HN计算疲劳许用应力取失效率为1，安全系数S1MPASHLIMNH120555KI3666许用接触应力PAHH126501265，取6231M优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763（3）计算32512HDETTUZTKDM83716543804089961322）（计算圆周速度SNDVT/807635计算齿宽及模数NTMDBT0459MZMTNT4321COS873COS5HNT42MB637409计算载荷系数K查表1025得51A根据，7级精度，由图1085查得动载系数SV/2001VK由表1045查得，6级精度2932051601532BKDH考虑齿轮为7级精度，取1HK由图10135查得2F假设，由表1035查得MNBKTA1021FHK3670215HVA计算纵向重合度983031805TGZD优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976335TTKDM1258463787计算模数NMZDN918321COS584COS5（4）按齿轮弯曲强度计算325COSFDSANZYKTM计算载荷系数18105FVAK根据纵向重合度，从图10285查得螺旋角影响系数2790Y计算当量齿数412COS335ZV5336V查取齿形系数由表1055查得7925FY26F查取应力校正系数由表1055查得41S781SY计算弯曲疲劳许用应力由图1020E5查得MPAFE6205由图10185查得弯曲疲劳寿命系数95FNK9806FN取弯曲疲劳安全系数S14PASKFENF714204169505M3866计算大小齿轮的，并加以比较。FSY优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763012742595FSY9386FS小齿轮的数值大325COSFDSANZYKTM83641280012COS9652132对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度NM计算的法面模数相差不大，取标准值，取分度圆直径。MN4MD12585取572041COS258COS5NMDZ15Z取356I6（5）几何尺寸计算计算中心距MMZAN2147COS2COS265取148按圆整后中心距修正螺旋角3512968ARCOS2ARCOS65ZN角改变不多，故参数不必修正。HZK,计算大小齿轮的分度圆直径MMZDN38651COS425N7096计算齿宽圆整后MDB643805MB70675优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763验算NDTFT4720138659253MBKTA/7041所以，满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。（6）齿轮尺寸表序号名称符号计算公式及参数选择1法相模数NM42螺旋角3513分度圆直径12,D67209,84齿顶高AHM45齿根高F56全齿高H97顶隙CM18齿顶圆直径12,AD672,349齿根圆直径F9,710齿宽21,B0,511中心距A148MM336齿轮的结构形式小齿轮齿轮轴直径较小的钢质齿轮，当齿根圆直径与轴径接近时，可以将齿轮和轴做成一体，成为齿轮轴。大齿轮腹板式顶圆直径的齿轮可以是锻造的或铸造的，通常选MDA50用腹板式结构。34减速器轴及轴承装置、键的设计341轴1的设计（1）尺寸与结构设计计算优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605高速轴上的功率P1，转速N1和转矩T1，KWP4257MIN/9401RNMNT437512）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根3PDCN据机械设计表113，取，于是得12MD329405731该处槽故轴径加大510，且高速轴的最小直径显然是安装大带轮处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故取；1D1D241。ML503）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（A）为了满足大带轮的轴向定位的要求2轴段左端需制出轴肩，轴肩高度轴肩高度，取故取2段的直径，长度。DH07HMD8ML472B初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。根据，查机械设计手册选取0基本游隙组，标准精度级的角M82接触球轴承7206C，故，轴承采用轴肩进行轴向定D3073L273位，轴肩高度轴肩高度，取，因此，取。HHMD364C齿轮处由于齿轮分度圆直径，故采用齿轮轴形式，齿轮宽度9651B58MM，齿故取。另考虑到齿轮端面与箱体间距10MM以及两级齿轮间ML475位置配比，取，。4L6（2）强度校核计算1）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为52，根据机械设计（轴的设计计算DM部分未作说明皆查此书）式1014，则优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763NTGFDTTANTRT3206136194COSCOS95723P52）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取A值。对于7206C型圆锥滚子轴承，由手册中查得A16MM。因此，轴的支撑跨距为L172MM。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，NNH143NF126，NFNV237156C截面弯矩MMLNH8532MMLANV1432总弯矩MV6858222MAX扭矩T790优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605按弯扭合成应力校核轴的强度根据式155及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力60MPAWTMCA612841795832222已选定轴的材料为45CR，调质处理。由表151查得。因此0P1，故安全。1CA342轴2的设计1）轴2的转速和功率转矩，KWP98562MIN/2792RNMNT95202）求作用在齿轮上的力（1）求作用在低速级小齿轮上的力圆周力DTFT331231049869054优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763径向力NFNTR231640TA49A3轴向力TA59SI212（2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。圆周力NFTT91752径向力NFTR916306COSAN12轴向力TA45I23）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根3PDCN据机械设计表153，取，于是得12M98342756ND332该轴有两处键槽，轴径应增加510，轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和，故DM404）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A初步选择滚动轴承。因轴承不受轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，根据，选取0基本游隙组，标准精度级的角接触MD40球轴承7208C型，其尺寸为，得MTD18ML18轴段取安装齿轮处的、取，根据齿轮宽并为保证D40齿轮定位准确轴段适当缩短12MM，故，L38LV63轴段为两侧齿轮定位轴环，根据箱体尺寸。MV1MLI595）求轴上的载荷对于角接触球轴承7208C，计得，A8L7311702优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示ML843载荷水平面垂直面支反力FNNH5230169NFNV37215弯矩MMH41N3022MMV401N23总弯矩VH45706211M3222扭矩TNT46）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即圆柱齿轮的截优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763面，取，轴的计算应力60MPAWTMCA54724132543067022221）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表，查得，601因此，安全。1CA343轴3的设计（1）尺寸与结构设计计算1）低速轴上的功率P3，转速N3和转矩T3，KWP57263MIN/53RNMNT0986532）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根3DCN据机械设计表113，取，于是得12MD35072633该处开有键槽故轴径加大510，且轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型1D1号。联轴器的计算转矩，取。3TKACA4AMN2135896按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用HL5型CAT弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000NM。半联轴器的孔径为55MM，故取，半联轴器长度为，半联轴器与轴配合的长度。MD51ML84L8413）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（A）为了满足半联轴器的轴向定位的要求2轴段左端需制出轴肩，轴肩高度轴肩高度，取故取2段的直径，长度。DH073HD58M372B初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。根据，查机械设计手册选取0基本游隙组，标准精度级的角M62优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763接触球轴承30213，其尺寸为，故，231065MTDDMD653考虑到还需安装档油环取，轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩LL4,31，高度，取，因此，取。DH075HC取安装齿轮处的轴的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。D706已知齿轮轮毂的宽度为93MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取ML916DH07，则。因三根轴在箱体内的长度大致相等，取，4HD85ML54。L5（2）强度校核计算1）求作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式1014，则MD14297NTGFDTTANTRT21063576054COSCOS1429786532）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取A值。对于7211C型圆锥滚子轴承，由手册中查得A23MM。因此，轴的支撑跨距为ML56921根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FNN35941H722NFNV50239148B截面弯矩MMLN601MLMNV36252优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763总弯矩MNMVH482336252402MAX扭矩MNT8953）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式155及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴60的计算应力MPAWTMCA21751089648233222已选定轴的材料为45CR，调质处理。由表151查得。因此70P1，故安全。1CA35滚动轴承及键的校和计算寿命351输入轴的轴承1）按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承的预期寿命取为LH29200H由上面的计算结果有轴承受的径向力为FR134043N，轴向力为FA115990N，2）初步选择圆锥滚子